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文 |克己释法编辑 |克己释法前言隧道掘进机的刀盘驱动密封圈作为盾构机的核心部件，对掘进机的工作效率有着决定性的影响，同时也是隧道掘进机驱动系统产生故障的突出因素。
研究不同压缩量下VD形密封圈的密封性能的变化规律，探究相同压差及不同正反面介质压力下密封圈密封性能的稳定性。
同时利用响应曲面法优化刀盘VD形橡胶密封圈的装配结构，通过结构改变实现VD形密封圈接触压力的参数可调，实现最优的设计密封工况。
有限元模型建立刀盘掘进机密封主要起到防止外部泥浆的渗漏，VD密封结构主要由密封压条、配合面和VD密封圈组成，在配合面与VD密封圈底部的相对位置模拟了安装时的压缩量d，通过改变d的数值、正反加载面的压力模拟工作时液体压力的作用。
其中泥浆压力或前一级的润滑油脂压力施加在密封圈正面加载面，反面加载面则施加略低的润滑油脂压力。
同时为了模拟橡胶圈安装时存在一定的预紧力，通过控制密封压条的位移Δd来实现。
在Ansys的瞬态动力学模块中，定义密封压条和配合面的材料属性为结构钢，以及VD密封圈的丁腈橡胶(NBＲ)材料为两参数Mooney－Ｒivlin模型，同时分析时开启大变形。
橡胶材料本构模型两参数Mooney－Ｒivlin模型的参数拟合有经验法、硬度拟合以及实验拟合等方法，橡胶类材料的Mooney－Ｒivlin两参数本构方程可以很好地模拟其力学行为，公式如下:式中:I1、I2为应变张量的2个主不变量;C10、C01为材料常数;d为材料的不可压缩系数;J为弹性变形梯度的行列式。
参数的获得通过经验法估算获得，硬度Ha与弹性模量E(MPa)的关系式为：初始剪切模量G与材料常数的关系为结合经验公式：可求得NBＲ硬度为Shore85时，对应的两参数Mooney－Ｒivlin模型的参数C10=1.76MPa，C01=0.44MPa。
不可压缩系数d为：其中μ=0.499。
为了保证橡胶材料求解时能有良好的收敛，对于两参数的Mooney－Ｒivlin模型的参数需满足下列的正定性要求:有限元模型参数以及边界条件d为密封圈的压缩量，Δd为密封圈安装时的预紧量，橡胶材料密度1250kg/m3，其两参数的Mooney－Ｒivlin模型的参数C10=1.76MPa，C01=0.44MPa，d=0.00091MPa－1，除了密封圈，其余结构为结构钢，其密度7850kg/m3，弹性模量为200GPa，泊松比为0.3。
设计压缩量分别为3、4、5、6、7mm，密封圈正面－反面加载力分别为0－0、0.3－0、0.6－0.3、0.9－0.6MPa。
在有限元软件中通过修改相应的参数，用d来控制压缩量以及改变VD密封圈的正反加载面压力，来研究其密封性能与压缩量和密封圈正反加载面压力之间的联系。
在接触设置中设为摩擦接触，润滑条件下滑动摩擦因数设为0.1，静摩擦因数设为0.2，故设立VD形密封圈与配合面的接触摩擦因数为0.1，与压条的接触摩擦因数为0.2，为使模型易于收敛，允许模型存在轻微的穿透，选用Augmented－Largrange接触。
采用有限元分析VD形密封圈密封工况时，通过改变配合面的直径使密封圈有不同的压缩量，然后对其进行安装配合和施加介质压力，密封圈具体载荷步施加过程如下:(1)通过对配合面施加X方向上的位移来改变压缩量，同时设置密封压条的位移参数Δd，实现密封圈安装时预紧力。
(2)控制配合面Y方向的位移，来模拟密封圈无介质压力时的安装过程。
(3)对密封圈正面－反面加载面施加介质压力，模拟密封圈工作时受到介质润滑油脂的压力作用。
密封参数对密封性能的影响密封圈与驱动旋转装置配合面之间的性能，受到压缩量以及工作压力的影响.通过研究它们之间的关系，以提高密封性能的可靠性，可为动态分析以及热分析等提供理论基础。
4.1压缩量对密封性能的影响不同压缩量时VD形密封圈的应力集中主要位于2个部位：VD形密封圈齿形根部和齿形顶部接触区域。
对比压缩量为7mm时，正反面加载压力分别为0.9－0.6MPa和0－0MPa下的应力云图。
可以发现配合面的压缩量是密封圈齿形根部产生弯曲应力集中的主要原因，同时润滑油脂的压力作用，使其根部应力集中的区域产生了偏移，并导致根部的拉应力明显加剧。
齿形顶部接触区域存在的应力集中，主要是由于润滑油脂压力的加载，导致其接触面附近的赫兹接触应力显著增大;同时接触面的应力值大小影响接触面密封性能。
VD形密封圈最大许用应力值远大于文中分析得到的其最大应力，但由于密封圈与接触面处于滑动配合状态下，对其密封性能有更高的要求。
接触应力与转速影响密封圈工作时的磨损与热疲劳，所以控制密封圈接触面的应力与接触压力就显得极其重要。
下图给出了不同密封圈压缩量与接触面处的vonMises应力的关系，可见，在正反面载荷工况为0.9－0.6MPa时，其接触面的最大vonMises应力随着压缩量的增加。
先不断上升然后逐渐趋于稳定，这是因为压缩量越大，会导致接触面积越大，从而缓解接触面的最大vonMises应力的增幅。
下图是在正反面载荷工况0.9－0.6MPa下，不同压缩量下VD形密封圈接触面最大接触应力云图。
最大接触应力随压缩量的变化关系。
在相同的正反面加载压力下，随着压缩量的不断增加，其接触面面积也不断增加，因而接触面的最大接触压力不断下降。
4.2正－反加载面介质压力对密封性能的影响压缩量为7mm时，不同正－反加载面介质压力工况下VD形密封圈vonMises应力云图，VD形密封圈的应力集中主要由安装时的预安装量和压缩量所决定。
而接触面的接触应力与正反面加载压力有关，其接触面的vonMises应力随着正反面压力的提高而呈现显著上升的趋势。
从不同正反面加载工况下的vonMises应力分布，可以看出，接触面的vonMises应力在存在压差时显著增大，而在正反面压差不变的情况下，其接触面vonMises应力随着正反面施加压力的增加而增加，但增加幅值较小。
这表明在压差一定的情况下，正反面施加的压力增加对于VD形密封圈接触面的vonMises应力影响较小，但压差变化对于其影响较为显著。
压缩量为7mm时，不同正－反加载面介质压力工况下VD形密封圈最大接触应力云图，接触面最大接触压力，与正反面加载压力的关系与上述vonMises压力变化规律相似。
压差变化对接触面的压力影响较大，而压差相同时，正反面压力的升高也会导致其接触面最大接触压力的上升。
当正面压力以0.3MPa增幅增加时，其接触面最大接触压力的增幅分别为0.2808、0.3579MPa，说明随着正面压力升高。
该VD形密封圈接触面最大压力也保持相近幅值的上升，该密封圈结构设计保证了密封接触压力的裕度，从而保证密封结构密封效果的稳定性。
4.3压缩量和正－反加载面介质压力对密封性能的影响不同压缩量下，密封圈接触面vonMises应力和最大接触应力，随正－反加载面加载压力的变化关系。
随着密封圈压缩量的增加，VD形密封圈接触面的最大vonMises应力总体呈现出增大趋势，且在相同压缩量下，最大vonMises随密封圈正反面加载压力的变化规律均相似。
所示，随着压缩量的不断增加，VD形密封圈接触面的最大接触压力总体呈现出下降趋势，且在相同压缩量下最大接触压力随密封圈正反面加载压力的变化规律均相似。
4.5VD密封的优化设计由于VD密封圈对油脂存在一定的依赖性，且在低压缩量与高润滑油压力以及磨损的情况下会导致密封圈翻折泄漏。
故对其结构进行优化改良以进一步提高密封效果和提高其运行可靠性，在密封圈压缩量较小时，因产热和磨损等因素的影响，密封圈容易产生翻折现象。
然而虽然压缩量越大，密封圈产生翻折的可能性越低，但其接触面最大接触压力呈现下降趋势，且接触面积也进一步增加，影响密封圈密封效果。
为了改善和提高VD密封圈在大的压缩量下的接触压力，在VD形密封圈的反面设计了支撑结构来提高密封效果和密封可靠性。
通过Box－Behnken设计实验，设计的带反面支撑结构的VD形密封圈结构参数如下：通过曲面响应法，预测出其最大接触压力出现在支撑长度L为59.499mm、支撑角α为9.3453°处，最大接触压力为6.9764MPa;最小接触压力出现在L为40mm、α为12.018°处，最小接触压力为6.5007MPa。
而在压缩量7mm，正反面压力0.9－0.6MPa时，原VD形密封结构的最大接触压力为5.5947MPa。
因此引入反面支撑结构时，提高了VD形密封结构接触面的接触压力，提高幅值在0.906～1.381MPa之间，即提高了16%～25%。
结论(1)研究的VD形密封结构的应力主要集中在VD形密封圈齿形根部和VD形密封圈顶部接触区域，配合面的压缩量是密封圈齿形根部产生弯曲应力集中的主要原因，同时润滑油脂的压力作用，使其根部应力集中的区域产生了偏移，并导致根部的拉应力明显加剧。
齿形顶部接触区域存在的应力集中，主要是由于润滑油脂压力的加载，导致其接触面附近的赫兹接触应力显著增大。
(2)在3～7mm范围内随着压缩量的增加，VD形密封圈接触面的最大vonMises应力不断增加，而接触面最大接触压力却不断下降。
(3)在压缩量以及压差不变的情况下，随着密封圈正反面接触压力的增加，该VD形密封圈接触面最大压力也保持相近幅值的上升，说明当密封圈正反面压力变化时，此密封圈结构设计保证了接触压力的裕度，从而保证密封结构密封效果的稳定性。
(4)通过曲面响应法对设计的带反面支撑结构的VD形密封圈结构进行了优化，得出在压缩量为7mm，正反面压力为0.9－0.6MPa条件下，VD形密封结构的支撑角度为9.3453°、支撑长度为59.499mm时密封效果最好。
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